毕业设计（论文）-减速器设计及Solidworks三维造型.doc

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1、扬 州 市 职 业 大 学毕 业 设 计（论 文）设计（论文）题目：减速器设计及Solidworks三维造型 系 别： 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导老师: 完成时间：减速器设计及Solidworks三维造型目录摘要1第一章 减速器设计任务书21.1 毕业设计目的21.2 本课题的内容和要求2第二章 传动方案的拟定及说明32.1 电动机选择32.1.1 电动机类型和结构的选择32.1.2 电动机功率选择32.1.3 选择电动机的型号32.2 总传动比及其分配42.2.1 分配传动比42.2.2 各轴的转速42.2.3 各轴的功率42.2.4 各轴的转矩42.3 传动零件的设计计算

2、42.3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算42.3.2 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算62.4 轴的设计计算82.4.1 减速器高速轴I的设计82.4.2 减速器低速轴II的设计102.4.3 减速器低速轴III的设计112.5 滚动轴承的选择与寿命计算122.5.1 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算122.5.2 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算132.5.3 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算142.6 键联接的选择和验算142.6.1 联轴器与高速轴轴伸的键联接142.6.2 小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接152.6.3 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接152

3、.6.4 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接152.6.5 低速轴III与输出联轴器的键联接152.7 联轴器的选择162.7.1 输入端联轴器的选择162.7.2 输出端联轴器的选择162.8 润滑油的选择与热平衡计算162.8.1 减速器的热平衡计算162.8.2 润滑油的选择17第三章 减速器Solidworks三维造型183.1 Solidworks软件简介183.2 Solidworks 关键技术183.2.1 参变量化技术183.2.2 Solidworks中的约束193.2.3 Solidworks中的尺寸驱动和方程式工具193.2.4 Solidworks运动仿真193.3 机

4、械手三维实体造型203.3.1 零件的造型203.3.2 机械手装配建模30毕业设计感想34参考资料3535摘要本课题是为普通汽车配套而设计的减速器。减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。对推动工业生产的进一步发展起着重要作用。因而具有强大的生命力受到人们的广泛重视和欢迎。本课题通过应用AutoCAD 技术对减速器进行结构设计，运用Solidworks技术对减速器进行三维实体造型，使其能直观而且具体的展现在人们面前。关键字 减速器，AutoCAD，Solidworks ，三维实体造型第一章 减速器设计任务书1.

5、1 毕业设计目的毕业设计是学生完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论、基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练。这对学生即将从事的相关技术工作和未来事业的开拓都具有一定意义。其主要目的：一、 培养学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。 二、 培养学生树立正确的设计思想，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序规范和方法。三、 培养学生独立解决问题的能力和使用技术资料、国家标准等手册、图册工具书进行设计计算，数据处理，编写技术文件等方面的工作能力。四、 培养学生进行调查研究，面

6、向实际，面向生产，向工人和技术人员学习的基本工作态度，工作作风和工作方法。1.2 本课题的内容和要求（一）原始数据及资料（1）原始数据1) 生产纲领：小批量生产2) 工作拉力F（KN）： 6.5 工作速度v(m/s)：1.2 卷筒直径D(m)：400 （2）设计要求：1) 减速器装配图A02) 箱体零件图A1（手工绘制）3) 减速器三维造型4) 设计计算说明书（一份，不低于1万字） 第二章 传动方案的拟定及说明2.1 电动机选择2.1.1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：经常满载，空载启动，有轻振，不反转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2.1.2 电动机功率选择

7、一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴承的效率 4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率5= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97总效率=123456=0.960.9920.9830.990.950.97=0.808所需电动机的输出功Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw2.1.3 选择电动机的型号 查教材得 方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比 1Y100L2-431500142022.294 2Y132S-63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。2.2 总传动比及其分配2

8、.2.1 分配传动比（1） 总传动比i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比i实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求。2.2.2 各轴的转速n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min， n4=n3=63.829r/min2.2.3 各轴的功率p0=pr=3kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.96kw, p3= p253=2.6

9、28kw, p4=p323=2.550kw 2.2.4 各轴的转矩由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm, T3=393.197 Nm, T4=381.527 Nm2.3 传动零件的设计计算2.3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217-255，HP1=580 Mpa，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162-217，HP2=560 Mpa，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N

10、：N1=60njL=609601811250=1.26710 N2=N1/i2 =1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，计算取H= H2=533.6 Mpac按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： 取齿数 Z1=21，则Z2=Z1 i1

11、2=3.76232=79，取Z2=79实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79由2图5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cossin=2/cos20sin20=2.5 由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1， 由2 取K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u=

12、 3.762，R=0.3 由2式5-56计算小齿轮大端模数： m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1 将各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965=238.827齿根圆直径df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965=231.808齿轮锥距 R

13、=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽b=RR =0.3122.615=36.78由2表5-6，选齿轮精度为8级由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得H=470.899H =533.6 Mpa

14、 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式5-55由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=2

15、1.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.591.812.23/（2.81.55）=178.28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2.3.2 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=60960181

16、1250=1.26710， N2=N1/i23=1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPa H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cossin=2/co

17、s200 sin200 =2.5且由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1 2式5-18计算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61 由1表4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齿数Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32Z2=uZ1=432=128 取Z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=212

18、8=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圆周速度 v=d1n2/60103 =3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表5-6，选齿轮精度为8级e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表5-3，取KA=1.0；由2图5-4（

19、d），按8级精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-3得Ka=1.2；由2图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-ta

20、n20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mp 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按Z1=32，Z2=128，由2图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23计算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图

21、5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=7

22、1.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2.4 轴的设计计算2.4.1 减速器高速轴I的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按 2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/n n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38，查1表4.7-1选取联轴器规格HL3（Y3882，Y3060）

23、d. 该轴受力计算简图如图，齿轮1受力： d1d2d3d4d5d6L1L2L3L4L5L6(a)n2ABFr2Ft2Fa2(b)(c)(d)(e)(f)(g)Fr2Fa2RAVRBVMV1MV2RAHRBHFt2MHM1M2T2MC1MC2MC （1）圆周力Ft1=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 N，（2）径向力Fr1= Ft1tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N， （3）轴向力Fa1= Ft1tansin1=915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=

24、0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N Y=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.9755-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nmf. 水平面内的支撑反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内D点弯矩M

25、Dz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.0755-101.63129=-7.095Nmg. 合成弯矩：MD=M+ M= 0 Nm， M=M+ M=7.98 Nmh. 作轴的扭矩图如图所示，计算扭矩：T=T1 =29.545NmI. 校核高速轴I：根据参考文献3第三强度理论进行校核： 由图可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= M=7.98 Nm， 又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510m=M+T/ w=7.98+29.545/1.04510=39.132b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2.4.2 减

26、速器低速轴II的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构受力计算齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮3受力：（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N （2）径向力Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MB=

27、0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.8763/183=1919.26 N Y=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内C点弯矩：MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D点弯矩：MDy= RBY L3=1690.1363= 92.96Nm，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26120-915.5270=

28、92.96 Nmd. 水平面内的支撑反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内C点弯矩：MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4970=-10.55Nm，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1

29、 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nm e. 合成弯矩：MC=M+ M= 47.56NmM=M+ M=42.59 NmMD=M+ M=97.71 Nm，M=M+ M= 97.66Nmf. 计算扭矩：T=T2=86.955Nmg. 校核低速轴II强度，由参考文献3第三强度理论进行校核：MD M ，取M= M=97.71 Nm，抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3

30、=44.27b-1=59 Mpa由于C点轴径较小故也应进行校核： MC M ，取M= M=47.56 Nm，抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6 =35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求2.4.3 减速器低速轴III的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴受力计算 齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：圆周力Ft4=2693.87N，径向力

31、Fr4=980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.8771/（125+71）=1157.52 N Y=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M= RBY L2=1157.52125=84.50 Nmd. 水平面内的支撑反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.4970/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内D点

32、弯矩MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M= RBz L2=421.31125=30.76 Nme.合成弯矩：MD=M+ M= 90.20 Nm，M=M+ M=89.92 Nmf.计算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速轴III：根据参考文献3第三强度理论校核： 先验算D处的强度， MD M ，取M= MD =90.20 Nm， 又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6 =55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2.5 滚

33、动轴承的选择与寿命计算2.5.1 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，由1表4.6-3选用型号为30208，其主要参数为：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力， （1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加轴向力（对滚子轴承

34、S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.

35、82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.63N计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年 故该轴承满足寿命要求。2.5.2 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷

36、，选用圆锥滚子轴承，初取d=35，由1表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995.75 NRA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc.

37、 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA +SA）= SB =623.67N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0 PB= fd fm（X RB +YAB）=1.21.51995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA= fd fm（X RA +YAA）=1

38、.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34N计算轴承寿命 又PB PA，故按PB计算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673）=0.1833106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=11年 故该轴承满足寿命要求。2.5.3 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=55，由1表4.6-3选用型号为6211，其主要参数为：d=55，D=100，Cr=33500 N，Cr0=250

39、00b. 计算轴承D的受力支反力RB= R+ R=1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R+ R=1536.352 +559.182 =1634.95 Nc. 轴向外载荷 FA=0 Nd. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 PB= fdfm RB =1.21.51231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.21.511634.95= 2942.91Ne. 计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （3350

40、0 /2942.91）10/3 /（6063.829）=27.41106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=399.45L=11年故该轴承满足寿命要求。2.6 键联接的选择和验算2.6.1 联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查1表4.5-1得 bh=87，因半联轴器长为60，故取键长L=50 ，即d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =429.844/（30742）=12.87P=100 Mpa故此键联接强度足够。

41、2.6.2 小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20，查1表4.5-1得 bh=66，因小圆锥齿轮宽为55，故取键长L=42 即d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =429.844/（20636）=27.63P=100 Mpa故此键联接强度足够。2.6.3 大圆锥齿轮与低速轴II的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查1表4.5-1得 bh=149，因大圆锥齿轮宽为50，故取键长L=44 即d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =486.955/（50930）=25.76P=100 Mpa 故此键联接强度足够。2.6.4 大圆柱齿轮与低速轴III的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查1表4.5-1得 bh=1811，因大圆柱齿轮宽为64，故取键长L=54 ，即d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.1